一种风力发电机组冷却风机隔振器的选型设计

姚丙义

摘 要： 随着单机容量的大型化发展，风机塔架的高度不断提高，机舱等部件结构也变得更大更复杂。虽然通过结构设计的紧凑化，模块化使得结构强度和刚度得到同步，但彼此之间由于外界振源和自身激励的相互作用也在放大。其中冷却风机作为机舱部分的主要激振源，其与支撑底座之间的振动传递，很大程度制约着机舱整体的刚度，而且伴随着噪音污染的产生。提出了一种冷却风机用隔振器的选型设计思路，通过对比不同类型的减震器，优选出简单实用，成本低的橡胶减振垫;然后根据隔振效率及振动速度的要求，对其进行结构和尺寸的细化设计。

关键词： 冷却风机;隔振器;风力发电机;隔振效率

中图分类号： TB      文献标识码： A      doi：10.19311/j.cnki.1672-3198.2019.13.094

0 引言

目前多数的研究主要集中在风机叶片、塔基、齿轮箱及发电机等主要组成部件的振动模态分析上，这是显而易见的。但随着风机各个组件的不断放大，各大部件内部组件的振动传递问题凸显出来。2MW电励磁直驱风力发电机组中的冷却风机是机舱部分的主要振源，它与机架之间的振动是很容易忽略的。由于这种振动是长期的、不固定的，所以一旦发生共振，轻则螺栓松动，重则导致冷却风机功能性破坏，如气流不稳导致叶片破坏等。本文结合实际工况和性能指标，在冷却风机和机架之间设置橡胶减振器来确保有效的隔振效率，并提出一种切实可行的风机用隔振器的选型设计思路。

1 隔振原理

振源产生振动，通过介质传至受振对象，因此减振的基本方法也就分为三个方面：减小扰动、采取隔振措施以及防止和减小振动的响应。其中隔振就是将振源与基础或连接结构的近刚性连接改成弹性连接，以防止或减弱振动能量的传递，最终达到减振降噪的目的。实际上振动不可能完全隔绝，故通常也称为减振。

1.1 常用隔振器的类型

隔振器材和隔振器分类比较复杂，可按材料或结构形式进行分类，也可按用途划分，主要有隔振垫，隔振器以及柔性接管三种类型。自然频率8～10Hz及以上的隔振，通常选用的隔振器有橡胶和金属弹簧隔振装置，具体选择哪种类型需综合考虑其隔振性能、适用性能及价格因素等。金属弹簧隔振装置具有耐高温、耐机油及柴油能力强的特点，但价格较贵，一般风力发电机组多选用橡胶隔振器或橡胶隔振垫。

1.2 隔振效果的评价参数

最常见的隔振是将振动的机器安装在具有弹性和阻尼的隔振器上，用隔振器来“吸收”机器所产生的振动。我们简化分析：认为机器只有质量m而没有弹性的刚体，而减振器只有弹性K和阻尼C，其减振器质量m略去不计，如图1所示的单自由度隔振系统。

若简谐激励力P（t）=P0sinωt作用于质量m时，其运动微分方程为：

mx ¨ +cx ˙ +kx=P0sinωt （1）

式中：ω—机器的转速（角速度）rad/s;m—机器质量（设为刚性质量块）;k、c—隔振元件的总刚度和阻尼。

将隔振元件的阻尼和刚度：c=2mωnζ，k=mωn2，代入上述方程式简化为：x ¨ +2ζωnx ˙ +ωn2x= P0 m sinωt，传递到基础的力为FT=cx ˙ +kx，设方程有特解x=xstRdsin ωt-θ ，代入方程中：

FT=Rd ksin ωt-θ +cωcos ωt-θ

其作用力FT的最大值为：FTmax=xstRd   k2+c2ω2 ，将xst= F0 k ，c=2mωnζ代入得到振动传递率T：

T= FTmax F0 =    1+ 2ζ f/fn  2  1- f/fn 2 2+ 2ζ f/fn  2   （2）

由此可知：

（1）无论阻尼比ζ取多大，只有当频率比λ> 2 时，才有隔振效果，而且随着λ的增加，隔振效果增加，但在实际中一般选用 f fn 值在2.5～4.5之间，隔振效率约为80%～95%。

（2）增大阻尼比，可以减小机器在启动和停车过程中经过共振区时的最大振幅，但在λ> 2 时，却使T增大，即隔振效果降低。

（3）由于一般材料阻尼系数不大，当阻尼比ζ在0～0.1的范围变化时，T的值差异不大，所以计算隔振系数时可不考虑阻尼系数的影响，即ζ=0时可得

T= 1   f f0  2-1  （3）

式中：f—扰动频率（Hz）;f0—隔振器（或构造）的振动频率（Hz）;扰动频率f=n/60，n为风机（或其他设备）每分钟转速。

隔振器（或构造）的振动频率，在忽略阻尼的自由振动的情况下：

f0= 1 2π   k M  = 1 2π   Mg/δ M  = 1 2π   g δ  ≈ 5  δcm   （4）

式中：k—隔振器的总刚度;M—设备的总重量;δcm—隔振器的压缩量。

可见，压缩量δcm愈大，自振频率愈低，传振系数T值就小，隔振效果也就愈好。

2 冷却风机的隔振设计

2MW永磁直驱风力发电机组的机舱上部工作平台，安装有冷却风机。如图2所示，冷却风机安装底座上设置有6个对称分布的支撑点用于风机与固定支架的聯接。已知冷却风机的质量为M=300kg，工作转速为n=2900 r/min，功率为P=11KW，要求在支撑点处安装减振器，保证正常工作状态下不产生共振，且隔振效率90%以上，振幅在±2mm之内。

（1）建立隔振体系的力学模型。

根据已知条件，我们可以将此隔振系统设定为垂直向上的单自由度积极隔振系统，激振源为离心风机的简谐振动，其干扰频率为：

f= n 60 = 2900 60 =48.3Hz

（2）明确设计要求，定义振动传递系数T（或者说隔振系数η）。

设计要求隔振效率90%以上，那么其系统振动传递系数：TSymbolcB@1-E=0.1。

（3）确定隔振器（或构造）的固有频率f0。根据振动传递率公式（3）求得：f0=f    T 1+T  =14.56Hz。

（4）计算设计要求的隔振器的载荷和刚度。

设备均匀时，每个隔振器元件的载荷可有设备总重量除以隔振元件数目得出。采用机座时，可根据重心位置调整各个隔振元件支撑点，其数量一般取4～6個。

隔振器的总刚度k：kSymbolcB@ ω2M  1 T +1   ω=2πf （5）

式中：k——隔振器的总刚度，kg/s2;M——隔振体系的总质量，kg。

设定隔振器的数量N：NSymbolcB@ k ki  （6）

式中：ki——所选用的单个隔振器的刚度，kg/s2

根据上述公式（5）求得，风机隔振器的总刚度：

K= ω2M  1 T +1 =  2×3.14×48.3 2×300 11 =2509240 kg s2 =25092 N cm =2.51kN/mm

计算每个隔振器的要求刚度：

k= K n = 2.51 6 =0.42kN/mm

计算每个隔振器的要求载荷：

Pi Mg 6 = 300×9.8 6 =490N

在我们求得隔振设计所需的每个隔振器的载荷和刚度时，我们就可以初步选定隔振器。在样本或手册上得到的隔振器的参数之后，我们便需要通过步骤5和6的反复迭代来调整合适的M、K、C来满足工程要求。

（5）核算设备振幅或隔振效率。

试算隔振体系上所要求的振动控制点上的机器振幅A，使之满足：

A A     A ——容许振动的线位移

当机器以垂直振动完全独立方式支撑时，由激振力F所引起的机器振幅A：

A= Fg  2πfn 2W × 1 1- f/fn 2

（7）

式中：A——容许振幅，m;W——隔振体系的总重量，kN;f——干扰力的频率，Hz; fn——系统固有频率，Hz;g——重力加速度，m/s2

由公式（7）或f0= 5    δcm  推得：A= g  2πf0 2 × 1 1- f/f0 2 =0.000107m=0.107mm

所以冷却风机通过共振时最大振幅为ΔA= 1+ 1 T  A=1.18mm满足振幅要求±2mm以内。

（6）选定隔振器的类型与型号，进行隔振器的结构设计。

若选用橡胶隔振器或金属隔振器（一般情况），在样本或工程手册上已经给出其每个隔振器的最大载荷能力，以及自激圆频率ωz，通过kz=Mωz2来比对k;另外通过风机通过共振时允许的振幅 Amax 来要求阻尼比：

ζ> 1 2 Amax   P0 kz  ωZ2 ωn2  （8）

式中：P0—总扰力，N;kz——隔振器的刚度，kg/s2;ωZ——隔振器的自激圆频率，rad/s;ωn——系统的固有圆频率，rad/s。

这里我们结合工程实例，进行橡胶隔振垫的厚度和截面积的尺寸设计。橡胶的主要材料有天然橡胶（NR）、丁腈橡胶（NBR）、氯丁橡胶（CR）及丁基橡胶（JIR），对比它们的性能和使用范围，主体材料选用氯丁橡胶（CR），因为它耐天候性好，具有良好的耐自然老化、耐热、耐寒及良好的弹性和缓冲吸震性能。阻尼比ζ=0.075～0.30。

（7）计算所要求的刚度，可由以下公式求得：

k= P g  2πf0 2（N/m） （9）

式中：P——拟每个隔振器的承载量（N）;g——重力加速度（m/s2）;

f0——期望的共振频率，应SymbolcB@ 1/3～1/5 振源频率。

我们在步骤4求得每个隔振器的刚度要求k=0.42 kN/mm=0.42×106 N/m。

（8）静变形ΔH= P K × Ed ES  m = 490 0.42×106 ×2.5=2.92×10-3m （10）

式中：Es——橡胶的静态弹性模量（N/m2）;Ed——橡胶的动态弹性模量（N/m2）;一般取Ed=2.5ES，此时肖氏硬度为50HS。

（9）计算橡胶块的高度H，一般取H= 4～6 ΔH，即橡胶块的高度为：

H= 4～6 ×2.92×10-3= 11.7～17.5 ×10-3取H=15×10-3m=15mm

（10）计算截面积S= HK 2.5Esζc  （m2） （11）

式中：温度系数ζc，一般取ζcSymbolcB@0.5 ，Es= 28～36 ×105（N/m2）。

求得S= HK 2.5Esζc = 15×10-3×0.42×106 2.5×32×105×0.5 =1.58×10-3 m2 （12）

（11）确定外形：对于外形，方形块的边长或圆形块的直径（D）在下述范围为合适，否则修正上述步骤。即公式4HDH 。设定为圆形块时，由S= πD2 4 求得：D=0.045m≈50mm。

在实际工程应用中，往往很难找到与设计值一样的橡胶减振胶圈，我们需要根据现有厂家的产品样本或工程手册来匹配成型的橡胶减振器（或减振垫），并对其安装后的隔振体系的隔振效率进行验算，保证满足工程指标要求。

3 结论

大型兆瓦级风力发电机的结构组成复杂，各部件之间的振动相互作用对于整机的刚度和稳定性有着很大的影响。本文从隔振的角度出发，通过对比各类隔振器的特点，筛选出冷却风机用橡胶减震器，并结合其振动的力学模型分析，提出一套有效的隔振元件选型设计方法，最后对橡胶减震器进行详细的结构设计。在实际的工程应用中，通常遇到的振动是多自由度的，是复杂耦合的。这就需要我们能更快的、准确地建立数学模型，并能够分解成简单的单自由度系统，然后进行解耦。数字化和程式化技术能够有效的防止人为错误的产生和不必要的重复工作，是未来隔振器选型设计的必然趋势。

参考文献

[1] 马大猷.噪声与振动控制工程手册[M].北京：机械工业出版社，2002：672.

[2]Cyril M.Harris，Allan G.Piersol著，刘树林等译，冲击与振动手册[M].中国石化出版社，2007：34-38.

[3]李吉刚，朱徳功.转向架耐寒减振橡胶元件的研制[J].铁道车辆，1991（增刊）：19-21.

[4]陈秀娟.实用噪声和振动控制[M].北京：化学工业出版社，1996.